包繼虎，李亞運，付 煒，周 坤，謝鴻璽，趙宗彬，朱豐雷

（合肥通用機械研究院有限公司，合肥 230031）

0 引言

隨著采暖、通風和供冷等空調(diào)系統(tǒng)在現(xiàn)代建筑中的應用不斷擴大，由此帶來的能源消耗也逐漸突顯，促使許多研究人員致力于空調(diào)產(chǎn)品節(jié)能技術的研究［1-5］?？照{(diào)產(chǎn)品中空氣處理設備消耗的能耗在整個空調(diào)系統(tǒng)總能耗中占據(jù)較大的比例，因此降低空調(diào)機組中空氣處理設備消耗的能耗就顯得尤為重要［6］?？諝饫鋮s器與空氣加熱器廣泛運用于各類空氣處理裝置中，是眾多空調(diào)產(chǎn)品中空氣處理設備的核心組件，在空氣的熱濕處理過程中起著重要的作用，其熱交換效率以及除濕效率的高低對空調(diào)系統(tǒng)能耗的大小和空氣的品質(zhì)好壞會產(chǎn)生較大影響［7-8］。因此，空氣冷卻器與空氣加熱器性能試驗的可靠性對控制產(chǎn)品質(zhì)量、評估產(chǎn)品性能有舉足輕重的意義［9-11］。

GB/T 14296-2008《空氣冷卻器與空氣加熱器》［12］（以下簡稱“GB/T 14296-2008”）中指出空氣冷卻器與空氣加熱器（以下簡稱“空氣換熱器”）的性能試驗采用JG/T 21-1999《空氣冷卻器與空氣加熱器性能試驗方法》［13］（以下簡稱“JG/T 21-1999”）中描述的性能試驗方法。從標準年代號可以看出這2個標準已使用很多年，2個標準在執(zhí)行過程中，有企業(yè)檢測人員對標準中性能測試的條款理解上常常出現(xiàn)歧義，主要集中表現(xiàn)在3個方面：（1）空氣側(cè)風速工況條件是否可以不用考慮；（2）空氣換熱器的換熱量在2個標準中的定義不一樣，產(chǎn)品標準采用空氣側(cè)換熱量作為機組換熱量，但試驗方法標準則用空氣側(cè)和水側(cè)平均換熱量作為機組的換熱量；（3）空氣側(cè)風速允差和水側(cè)出口水溫允差的條件在2個標準中均沒有明確。基于上述問題，本文將依據(jù)GB/T 14296-2008和JG/T 21-1999兩個標準，對涉及空氣換熱器性能測試的相關問題進行詳細解析，以幫助使用者更好地理解標準中的性能測試方法，確保檢測結(jié)果能準確反映產(chǎn)品的真實性能。

1 性能測試原理描述

JG/T 21-1999對空氣換熱器性能的試驗裝置和計算方法進行了明確，同時對空氣側(cè)和水側(cè)的數(shù)據(jù)采集、熱平衡偏差以及溫度、流量等工況的偏差進行了規(guī)范。結(jié)合產(chǎn)品標準GB/T 14296-2008的工況參數(shù)和JG/T 21-1999中的試驗裝置和計算方法可發(fā)現(xiàn)，空氣換熱器的水側(cè)采用了液體載冷劑法，空氣換熱器的空氣側(cè)采用了風洞型焓差性能試驗方法。

1.1 液體載冷劑法

液體載冷劑法是通過測量空氣換熱器進出水溫度、水流量，用測出的進出水溫差和水流量的乘積，同時乘以平均溫度下水的定壓比熱容以確定空氣換熱器的性能，即空氣換熱器水側(cè)供冷（熱）量可按下式計算［13］：

式中 Qcw，Qhw——空氣換熱器水側(cè)的供冷量和供熱量，W；

Cpw——水的定壓比熱，kJ/（kg·K）；

qw——水的質(zhì)量流量，kg/s；

twe，twl——空氣換熱器冷（熱）水進出水溫度，℃。

式（1）中水的定壓比熱容和密度通常將其視為常數(shù)，因此，理論上通過空氣換熱器的水流量和進出水溫度一旦確定，空氣換熱器水側(cè)的換熱量即可確定。在實際測試過程中，空氣換熱器水側(cè)連接管道組件換熱面積相對比較小，且外表面通常都會進行保溫處理，因此，其漏熱問題基本可以忽略。

1.2 焓差法

焓差法是通過測量換熱器的送風參數(shù)、回風參數(shù)以及循環(huán)風量，用測出的風量與送風、回風焓差的乘積確定換熱器的供冷量，用風量與送風、回風溫差的乘積確定換熱器的供熱量，即空氣換熱器風側(cè)供冷（熱）量可按下式計算［10］：

式中 Qca，Qha——空氣換熱器空氣側(cè)的供冷量和供熱量，W；

qm——空氣的質(zhì)量流量，kg/s；

Ia1，Ia2——空氣換熱器進出口空氣的焓值，kJ/kg；

t2s——空氣換熱器出口空氣濕球溫度，℃；

Δd——空氣換熱器進出口空氣含濕量差值，kg/kg；

Cpa——空氣的定壓比熱，kJ/（kg·K）；

ta1，ta2——空氣換熱器進出口干球溫度，℃。

因此，理論上通過空氣換熱器風側(cè)的風量、空氣密度、進出口空氣的溫度一旦確定，空氣換熱器空氣側(cè)的換熱量即可確定。

式（2）中第①式為有去濕時空氣側(cè)換熱量的計算公式（供冷），第②式為無去濕時空氣側(cè)換熱量計算式（供熱）。式（2）中并未提到漏熱修正的問題，在實際測試過程中，漏熱是不可避免的，該問題建議在以后的標準制（修）訂中加以明確。其次，式（2）中第①式的Cpwt2sΔd項是應用焓差法時多計入的冷凝水帶走的熱量，因此，將其減去，是一種近似計算方法。在與多家企業(yè)測試人員溝通中發(fā)現(xiàn)，很多檢測人員對該項產(chǎn)生困擾，現(xiàn)將其形成機理分析如下。

目前，濕空氣焓值的計算通常采用工程法中的經(jīng)驗公式計算，即：

式中 I——濕空氣的焓值，kJ/kg；

1.005——干空氣的定壓比熱，kJ/（kg·℃）；

t——濕空氣的干球溫度，℃；

W——濕空氣的絕對含濕量，g/kg；

2 500.9——水在零度時的液化潛熱，kJ/kg；

1.86——水蒸氣在定壓比熱，kJ/（kg·℃）。

W可通過下式計算得出：

式中 P——實際大氣壓力，Pa；

Pq——水蒸氣分壓力，Pa，其為相對濕度與飽和水蒸氣分壓力的乘積。

式（3）中第①部分表示每千克濕空氣從溫度t冷卻到0 ℃所釋放的熱量；第②部分表示W(wǎng)千克水蒸氣從溫度t冷卻到0 ℃所釋放的熱量與0 ℃的水蒸氣液化為0 ℃的水所釋放的熱量之和。顯然，空氣換熱器在供冷測試過程中，排出的冷凝水溫度遠高于0 ℃。因此，采用式（3）計算濕空氣的焓值不可避免的會引入誤差，產(chǎn)生的冷凝水越多，這種誤差值也會越大。

如果考慮干空氣和水蒸氣的定壓比熱是溫度t的函數(shù)，由式（3）可知，空氣換熱器的送、回風的焓值可表示為：

式中 cpa（t），cpw（t）——干空氣和水蒸氣的定壓比熱，kJ/（kg·℃）；

w1，w2——送、回風的含濕量，kg/kg；

r0——水蒸氣在零度時液化為水的潛熱，kJ/kg。

由式（5）（6）即可得到空氣換熱器送、回風的焓差，即：

設濕空氣從溫度ta1降為ta2時的除濕量為Δd =w1－w2，式（7）可進一步簡化為：

式中第①項表示空氣從溫度ta1降為ta2時釋放出的能量。第②項表示水蒸氣從溫度ta2降為0 ℃時所釋放的能量和0 ℃的水蒸氣凝結(jié)成0 ℃的水釋放出的能量。顯然，空氣換熱器供冷測試過程中，冷凝水的溫度并非0 ℃。因此，式（8）中第②項的理論計算結(jié)果比實際測試值要大。假設排出的冷凝水溫度為ta2，那么排出的冷凝水中仍然含有未被熱交換器吸收的熱量。為便于分析，將式（8）中第②項表示的能量釋放過程換一種方式進行表述：溫度ta2的水蒸氣首先冷凝為溫度ta2的水，然后溫度ta2的水再冷卻到0 ℃。由此，式（8）第②項可表述如下：

式中 rta2——水蒸氣在溫度ta2時的液化潛熱；

cpc（t）——冷凝水的定壓比熱，kJ/（kg·℃）。

由式（9）可知，如果冷凝水的溫度為ta2，則中的熱量將隨冷凝水一起排掉，焓差法計算中，應該將該部分減去。因此，式（2）中供冷量的公式由下式描述更接近實際情況，即

為便于計算，工程應用中，常將cpc（t）視為常數(shù)，則有：

從上述焓差法的理論分析可知：采用焓差法計算換熱器的供冷量時，在其原理上存在一定的誤差，為了弱化這類誤差的影響，從供冷量的計算公式中減去冷凝水帶走的換熱量是較為科學、合理的處理方式。

2 性能試驗方法分析

GB/T 14296-2008在第6.5.6條中給出了空氣換熱器的額定工況參數(shù)（見GB/T 14296-2008中表6）。由于高溫熱水型和蒸汽型兩類換熱器試驗要求較高，應用場合相對較少，因此，本文分析主要以低溫熱水型空氣換熱器類型為主。

低溫熱水型空氣換熱器額定工況參數(shù)見表1。表1中明確了空氣換熱器的測試工況，即控制空氣側(cè)的回風（進風）干濕球溫度和風速、冷熱水側(cè)的進出水溫度就可以實現(xiàn)空氣換熱器的性能試驗。觀察表1可以發(fā)現(xiàn)所有工況的風速條件均是一個數(shù)值，經(jīng)長期實際測試發(fā)現(xiàn)：空氣側(cè)入口風速的限制并不合理。隨著空氣換熱器產(chǎn)品應用的多元化，其產(chǎn)品種類也越來越多，對風速的要求也不同。對風速進行限制，一定程度上會制約空氣冷卻器換熱量的提升。從理論上來說，風速與空氣冷卻器的橫截面積相乘可得到風量，風量參與換熱量的計算，對風速進行限制，企業(yè)只能通過改變空氣冷卻器的結(jié)構尺寸來適應標準，但從企業(yè)生產(chǎn)的空氣冷卻器來看，多是依據(jù)建筑方案要求，方案中對空氣冷卻器的結(jié)構尺寸均會進行的嚴格規(guī)范，風速的限制可能會導致空氣冷卻器的換熱性能達不到建筑方的要求，因此，隨著空氣換熱器產(chǎn)品應用的多元化發(fā)展，建議不要對空氣冷卻器的風速進行限制，對其風速允差或風量允差進行規(guī)范較為合理。因此，建議沒必要對其數(shù)值進行約束，對其測試允差進行規(guī)范即可。

表1 額定工況參數(shù)［12］Tab.1 Parameters of the nominal test condition［12］

近幾年，從大部分企業(yè)反饋的空氣換熱器性能測試情況來看，對于空氣換熱器換熱量的測試結(jié)果是主要問題之一。有些企業(yè)采用空氣側(cè)換熱量作為空氣換熱器的換熱量，有些企業(yè)采用水側(cè)換熱量作為空氣換熱器的換熱量，也有企業(yè)采用空氣側(cè)和水側(cè)的平均換熱量作為空氣換熱器的換熱量。GB/T 14296-2008在3.3條定義了空氣換熱器的供冷量是空氣顯熱量和潛熱量之和，在3.4條定義了空氣換熱器的供熱量是總顯熱加熱量，因此，從空氣換熱器產(chǎn)品標準GB/T 14296-2008來看，空氣換熱器的換熱量應該是空氣側(cè)換熱量。但在JG/T 21-1999第7條中給出了空氣換熱器的換熱量是空氣側(cè)換熱量和水側(cè)換熱量之和的一半，因此，從空氣換熱器性能試驗方法來看，空氣換熱器的換熱量應該是空氣側(cè)和水側(cè)換熱量的平均值?；谏鲜龇治觯M管采用空氣側(cè)和水側(cè)換熱量的平均值來描述空氣換熱器的換熱量較為合適，但空氣換熱器產(chǎn)品國家標準中的定義顯然更加科學合理，即采用空氣側(cè)換熱量來描述空氣換熱器的換熱量。對此，建議在后續(xù)產(chǎn)品標準或性能試驗方法標準的制（修）訂中對空氣換熱器換熱量的定義進行統(tǒng)一明確，否則容易引起誤解。

JG/T 21-1999在第5.1.2條中對空氣換熱器性能測試的穩(wěn)態(tài)工況數(shù)據(jù)采集時間進行了過于簡單的描述，如“時間間隔應基本相等”，多次試驗中發(fā)現(xiàn)，數(shù)據(jù)采集較大的“時間間隔”會導致數(shù)據(jù)的實時性較差，可能導致誤差較大的測試結(jié)果。從機組的連續(xù)穩(wěn)態(tài)運行來考慮，采集數(shù)據(jù)的周期越短，采集的數(shù)據(jù)越多，數(shù)據(jù)的實時性也越好，最終的平均值也越接近機組的實際運行情況。因此，各數(shù)據(jù)的采集周期越短，計算結(jié)果也越精確。因此，建議在后續(xù)相關標準的制（修）訂中，對穩(wěn)態(tài)運行時數(shù)據(jù)采集的時間間隔進行量化處理，以減小測試誤差對結(jié)果的影響。

測試過程中，受測試環(huán)境和人為因素的影響，空氣換熱器性能測試的實際工況點通常會在允差范圍內(nèi)發(fā)生波動，基于這一客觀事實，JG/T 21-1999在第5.2條和5.3條對空氣側(cè)和水側(cè)試驗工況的允差條件進行了規(guī)范，如表2所示［10］。對比空氣換熱器的額定工況參數(shù)表1和允差條件表2可發(fā)現(xiàn)2個問題：（1）表2沒有明確空氣側(cè)的風速允差；（2）表2沒有對水側(cè)的出口水溫允差進行明確。顯然，要完成額定工況點的性能測試，還要對空氣側(cè)風速的允差和水側(cè)的出口水溫允差進行明確。目前，通常采用實測風量除以風管面積以確定風速，風量允差有的企業(yè)采用額定風量的±5%，有的企業(yè)則采用額定風量的±1%；出口水溫的允差則與進口水溫采用相同的允差。產(chǎn)品標準和性能試驗方法中均未對風速和出口水溫的允差條件進行說明。不同的允差條件最終可能導致測試結(jié)果與樣機提供的技術參數(shù)存在較大差異，給實際的空氣換熱器開發(fā)能否達到設計要求增加了不確定性，嚴重時可能對空氣換熱器產(chǎn)品做出不合格的判定結(jié)論。因此風量或風速和出口水溫的允差條件建議在后續(xù)產(chǎn)品標準或性能試驗方法標準的制（修）訂中加以明確。另外，關于工況偏差有兩點需要注意：（1）空氣側(cè)干溫球的偏差較大；（2）水側(cè)供熱工況的水溫偏差值遠大于供冷工況的偏差值。在實際實驗室測試過程中，測試工況偏差可以遠遠小于標準規(guī)定值。建議在后續(xù)的標準制（修）訂中，將空氣干球溫度偏差調(diào)整為±0.3 ℃，濕球溫度調(diào)整為±0.2 ℃，水側(cè)供熱工況水溫調(diào)整為±0.3 ℃。

表2 機組測試溫度和流量的偏差Tab.2 Deviation of temperature and flow of the unit under test

為了確認空氣側(cè)和水側(cè)性能測試方法的有效性，JG/T 21-1999在第5.1.4條和第7.7.2條中對空氣側(cè)和水側(cè)熱平衡偏差的計算方法進行了規(guī)定，在每次試驗中，空氣側(cè)和水側(cè)的熱平衡偏差必須在下列限值內(nèi)，即

式中 Qa，Qw——空氣換熱器空氣側(cè)和水側(cè)的換熱量，W。

當熱平衡偏差滿足式（11）條件即認為測量有效?？諝鈸Q熱器水側(cè)連接管道組件換熱面積相對較小，且外表面通常都進行了保溫處理，其換熱量基本能反映空氣換熱器的真實熱交換情況?？諝鈧?cè)換熱量的測試主要受2個因素的影響：（1）風管或風洞的漏熱，風洞漏熱通常會在試驗臺投入運行前進行修正，因此，每次試驗通常會根據(jù)風管面積對空氣側(cè)漏熱進行“補償”，但很難保證完全補償；（2）焓差法理論引入的誤差，試驗臺采集軟件如果未減去冷凝水帶走的能量，其測試值會偏大，如果進行了修正，將冷凝水帶走的能量從焓差計算公式中減去，其測試值會比較接近于真實值。因此，從理論上分析來看，采用水側(cè)換熱量來定義空氣換熱器的換熱量更加準確。

近年來，筆者在部分企業(yè)的空氣換熱器性能測試時，發(fā)現(xiàn)測試人員未通過風管，直接將空氣換熱器通過變徑風管連接到風洞焓差試驗臺進風口，空氣換熱器進風口未連接風管，取樣裝置置于空氣換熱器進風口距離超過600 mm，導致試驗結(jié)果與設計值偏離較大。合理的連接應該是以空氣換熱器的外形尺寸為基準，換算出連接風管的尺寸，為保證風速和空氣流場的均勻性，空氣換熱器前后都必須連接風管。即如果空氣換熱器的尺寸：長×寬=a×b，則連接風管的長度必須大于，風管的每個面上均需設置靜壓孔，靜壓孔位置與機組的距離等于，同時，確保進風口取樣裝置距離進風口150～300 mm之間，另外，需要注意，風管材料盡可能選用隔熱較好的材料。上述關于風管尺寸的計算、空氣取樣裝置的布置以及風管材質(zhì)在現(xiàn)有產(chǎn)品標準和性能試驗方法標準中均沒有描述，風管結(jié)構尺寸、空氣取樣位置以及風管材料對熱平衡偏差、漏熱等因素有重要影響，因此，建議在后續(xù)相關標準制（修）定中加以明確。

3 結(jié)論

（1）空氣側(cè)干溫球和濕球溫度的偏差設定較大，水側(cè)供熱工況的水溫偏差值遠大于供冷工況的偏差值，而在實際實驗室測試過程中，測試工況偏差可以遠遠小于標準規(guī)定值。建議在后續(xù)的標準制（修）訂中，根據(jù)試驗情況，減小測試工況允差，一方面可從理論上避免工況允差波動對測試結(jié)果判定的影響；其次，可避免人為干預測試工況允差邊界導致對測試結(jié)果的不合理判定。

（2）從能量平衡的角度來考慮，在應用焓差法計算空氣換熱器風側(cè)供冷量時，計算結(jié)果偏大。因此，在空氣換熱器供冷性能試驗時，試驗臺采集軟件在考慮風管、風洞漏熱的同時，需要將焓差法的計算公式進行修正，以保證測試結(jié)果的準確性。

（3）空氣換熱器的產(chǎn)品標準和性能試驗方法標準均已使用很多年（GB/T 14296-2008已實施12年，JG/T 21-1999已實施22年），對于這類年代比較長的標準，建議結(jié)合社會需求，考慮產(chǎn)品的發(fā)展和檢驗檢測技術的進步，及時對相關標準加以制（修）訂，如空氣側(cè)風速限制、換熱量的定義、允差條件調(diào)整、穩(wěn)態(tài)數(shù)據(jù)采集時間要求、風管和風洞漏熱修正、空氣取樣裝置布置、上下游風管尺寸要求等。